Методическое пособие 781

Пояснение к табл. 5.12.

Характерные режимы нагружения двигателей:

1.Равномерный – электродвигатели;

2.С малой неравномерностью – гидравлические двигатели;

3.Со средней неравномерностью – многоцилиндровые двигатели внутреннего сгорания;

4.Со значительной неравномерностью – одноцилиндровые двигатели внутреннего сгорания.

Характерные режимы нагружения ведомых машин:

1.Равномерный – равномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры, легкие подъемники, вентиляторы и т.д.;

2.С малой неравномерностью – неравномерно работающие ленточные и пластинчатые транспортеры, шестеренчатые

171

иротационные насосы, главные приводы станков, тяжелые подъемники, крановые механизмы, промышленные и рудничные вентиляторы, поршневые многоцилиндровые насосы, станы холодной прокатки и т.д.;

3.Со средней неравномерностью – мешалки для резины

ипластмасс, легкие шаровые мельницы, деревообрабатывающие станки, одноцилиндровые поршневые насосы и т.д.;

4.Со значительной неравномерностью – экскаваторы, черпалки, тяжелые шаровые мельницы, дробилки, буровые машины, станы горячей прокатки и т.д.

Рис. 5.17. Графики для определения коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине венца: а) и б) при расчете контактной прочности зубьев KHβ, в) и г) при расчете зубьев на изгиб KFβ ДЛЯ схем редукторов 1-7; д) схемы редукторов [11]

172

Таблица 5.13 Значения коэффициента внутренней динамики нагружения

KHv для прямозубых зубчатых колес

Полученное расчётное значение m округлим до ближайшей величины m = 2,0 мм, в соответствии с ГОСТ 9563–

80 (табл. 5.14).

Таблица 5.14 Модули зубчатых колес по ГОСТ 9563-80 (мм)

173

Определяем действительное число зубьев шестерни, при этом должны выполняться следующие условия z1 – целое число и z1 17

Окончательно выбираем число зубьев шестерни z1 = 18. Определяем число зубьев колеса

z2 = z1 U.

z2 = 18 2,5 = 45 .

Окончательно выбираем число зубьев колеса z2 = 45. Действительное передаточное число зубчатой передачи

45

Uд 18 2,5 .

Диаметры начальных окружностей (определяются с точностью до 2 знака после запятой)

Диаметры вершин зубьев (определяются с точностью до 2 знака после запятой)

dа =m (z + 2);

174

– для шестерни

dа1 =2,0 (18 + 2) = 40 мм;

– для колеса

dа2 =2,0 (45 + 2) = 94 мм.

Расчётное межосевое расстояние

Вычисленное значение межосевого расстояния аw округляют до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 218588 по ряду размеров Ra 40 (табл. 5.15). Ближайшее стандартное значение аw = 63 мм.

Таблица 5.15 Межосевые расстояния по ГОСТ 2185–88, мм

175

Если расчётное напряжение H меньше допускаемого [ ]H до 15% или больше до 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса b2. Если и в этом случае условие прочности не выполняется, то надо увеличить межосевое расстояние аw или изменить материалы и термообработку и пересчитать допускаемые контактные напряжения. В последнем случае необходимо повторить расчёт зубчатой передачи.

Полученное расчётное напряжение H меньше допускаемого [ ]H на 0,7%. Поэтому ранее выбранные параметры принимаем за окончательные.

5.3.4.4. Проверка расчётных напряжений изгиба

Напряжения изгиба определяются отдельно для колеса F2 и шестерни F1

где m – модуль зацепления, мм,

b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм, Ft – окружная сила в зацеплении, Н;

KF – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, по ГОСТ 21354–87 для прямозубых передач KF= 1,0;

KF– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба KF=1,02 (рис. 5.17);

KFv – коэффициент внутренней динамики нагружения; интерполируя значения по таблице 21 получим KFv = 1,25;

176

YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются для прямозубых колёс от числа зубьев z1 и z2

(по таблице 22 YF1 = 4,17, YF2 = 3,66);

Y– коэффициент наклона зуба, для прямозубых колёс

Y = 1.

Если при проверочном расчёте F значительно меньше [ ]F, то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. В случае когда расчётные превышают допускаемые изгибные напряжения свыше 5%, то необходимо увеличить модуль, пересчитать число зубьев шестерни и колеса и повторить расчёт на изгиб. При этом контактная прочность зубчатых колёс не меняется, поскольку межосевое расстояние аw остаётся неизменным.

Таблица 5.16 Коэффициент внутренней динамики нагружения

177

Полученные расчётные изгибные напряжения значительно меньше допустимых, что приемлемо. Проверочный расчёт зубчатой прямозубой передачи завершён.

178

5.3.5. Расчет и конструирование вала

Определим диаметры выходных участков валов редуктора из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях

где [ ] = 20…30 МПа – для всех валов (меньшие величины

– для быстроходных валов, большие для тихоходных валов), Т – вращающий момент на валу, Нм.

Полученные значения dвых округляют до ближайших больших стандартных значений по ряду размеров Ra 40 (по ГОСТ 8032-88): 10; 10.5; 11; 11.5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 125; 130;

140; 150; 160…

Зная диаметр выходной части вала, можно определить остальные диаметральные и линейные размеры вала. На рис. 5.18 представлена типовая конструкция вала одноступенчатого редуктора.

Рис. 5.18

179

5.3.5.1. Быстроходный вал

Диаметр выходного конца

Полученный диаметр соответствует стандартному, поэтому оставляем его без изменения.

Диаметр вала под подшипниками качения: d2= dвал1 + 2t, мм.

Высоту буртика t, а также значения фаски подшипника r и ориентировочную величину фаски ступицы с1 можно определить в зависимости от диаметра соответствующей ступени d по табл. 5.18:

d2= 16 + 2 2 = 20 мм.

Таблица 5.18

Полученное значение диаметра вала под подшипник качения необходимо округлить до ближайшего большего значения из нормального ряда диаметров кратного 5 мм. Окончательно диаметр под подшипник d2= 20 мм.

Для облегчения конструирования изготовим шестерню совестно с валом – вал-шестерня (рис. 5.19).

180